Точность зубчатых передач

Допуски на погрешности изготовления зубчатых колес и монтажа передач регламентированы стандартами: ГОСТ 1643-81 – передачи цилиндрические; ГОСТ 1758-81 – передачи конические; ГОСТ 3675-81 – передачи червячные.

Предусмотрено 12 степеней точности. Наиболее часто применяют 6-ю (высокоточные передачи), 7-ю (нормальная точность – передачи с повышенными скоростями), 8-ю (пониженная точность) степени.

Для каждой степени точности установлены три нормы:

– кинематической точности (регламентирует разность между действите-льным и номинальным углами поворота ведомого зубчатого колеса передачи);

– плавности работы (регламенирует колебания скорости вращения);

– контакта зубьев(регламентирует пятно прилегания поверхностей зубьев в собранной передаче).

Независимо от степеней точности стандартизирован боковой зазор зубчатой передачи. Боковой зазор необходим для предотвращения заклинивания зубьев вследствие их расширения от нагрева при работе, для размещения смазки и обеспечения свободного вращения колес. Обозначение: Н, Е, D, С, В, А

(Н – нулевой зазор…, В – нормальный, А – широкий). Чаще всего применяют сопряжения В и С (уменьшенный зазор в реверсивных передачах).

Примеры обозначения степеней точности передач редукторов в документации:

8-7-7-С ГОСТ 1643-81 – допуски цилиндрической передачи: кинематической точности по 8-й степени, плавности работы и контакта зубьев по 7-й степени точности, боковой зазор С;

7-В ГОСТ 1758-81 – допуски конической передачи: все нормы по 7-й степени точности, боковой зазор В.

Цилиндрические зубчатые передачи

Силы в зацеплении

Силы принято определять в полюсе W (рис.4.5) зацепления.

По линии зацепления b – b (рис. 4.5) действует нормальная сила F_n. Для удобства расчетов силу F_n принято раскладывать на три составляющие:

1) F_t – окружная сила, направленная по касательной к делительным окружностям. Это основная, движущая, полезная сила. На колесеz₂ F_t совпадает с направлением вращения n₂. На шестернеz₁ F направлена против вращения n₁.

Следовательно, на рис. 4.5 дана схема сил для шестерни:

F_t = 2000Т / d, (4.1)

где Т – Н∙м; d – мм;

2) F_r – радиальная сила, направленная по линии центров (радиусам). Для внешнего зацепления – к оси вращения, для внутреннего – от оси.

В торцовой плоскости t – t (рис. 4.5) имеем

F_r = tgα_t, (4.2)

где α_t – делительный угол профиля в торцовой плоскости: tgα_t = tgα_n / cosβ; α_n– нормальный угол зацепления, β – угол наклона зубьев. В практических расче-тах α_t ≈ α_n =20°.

3) F_a – осевая сила, направленная параллельно оси а – а зубчатого коле-

са. Силы F_t и F_а как составляющие нормальной силы F_n′, всегда находятся вне линии зуба(рис. 4.5). В делительной плоскости:

F_а = F_ttgβ. (4.3)

Необходимый в дальнейших расчетах основной угол наклона зуба

β_b (в основной плоскости зацепления b) определяется как β_b = arcsin(sinβcosα_n).

Полная нормальная сила (рис. 4.5):

F_n = F_nt / cosβ_b = F_t / (cosα_tcosβ_b). (4.4)

Дляпрямозубыхпередач во всех формулах β = β_b = 0; α_t = α_n = α;

F_t = 2000T / d; F_r = F_ttgα; F_a = 0; F_n = F_t / cosα.

Недостатком косозубых передач является наличие осевых сил F_а, кото-рые дополнительно нагружают опоры валов, усложняя их конструкцию.

Рис. 4.6

В косозубых передачах углы β ограничены в пределах 8…18°. Указанный недостаток устранен в шевронной передаче, которая представляет собой сдвоенную косозубую с противоположным наклоном зубьев на полушевронах. Из рис. 4.6 видно, что осевые силы Fа /2 взаимоуравновешены.